Теплові насоси і термотрансформатори

Зворотній термодинамічний цикл і його використання для трансформації теплового потенціалу. Типи термотрансформаторів. Термодинамічний аналіз.

Згідно законам термодинаміки, при переносі тепла від середовища з вищою температурою Т до середовища з нижчою температурою Т_о найбільша степінь перетворення тепла в роботі відповідає коефіцієнту корисної дії зворотного циклу Карно.

1 – 2 – адіабатичне стиснення пароподібного холодоагенту до кінцевої температури Т

2 – 3 – ізотермічна конденсація парів холодоагенту при Т з віддачею навколишнього середовища (наприклад воді), теплоти конденсації Q

3 – 4 – адіабатичне розширення рідкого холодоагенту (кінцева температура розширення Т_о)

4 – 1 – ізотермічне випаровування рідкого холодоагенту при Т_о з забиранням від навколишнього середовища теплоти випаровування Q_о.

Такий цикл відбувається при умові const – ентропії системи. Тепло Q_о яке віднімається холодоагентом при Т_о<Т визначає холодопродуктивність циклу (установки).

Площа 2-3-5-6 - еквівалентна кількості тепла яку віддає холодоагент більш нагрітому середовищу при Т;

Різниця площ 2-3-5-6 і 1-4-5-6 - відповідає величині затраченої роботи L_к (площа 2-3-4-1)

Таким чином, на прикладі зворотного циклу Карно ілюструється енергетичний баланс любої холодильної машини:

Q_o + L = Q L-W

Термодинамічна ефективність холодильних циклів виражається відношенням холодопродуктивності Q_o до затраченої роботи L – це холодильний коефіцієнт – ε

(1) або L=W

при умові що Q_o=T_o(S₁-S₂) Q=T(S₁-S₂)

Холодильний коефіцієнт показує яка кількість тепла сприймається холодоагентом від охолоджуючого середовища на одиницю затраченої роботи.

Він також характеризує степінь використання механічної роботи на одержання штучного холоду (1). При цьому степінь використання механічної роботи буде тим вище, чим менше різниця температур холодоагенту при сприйманні Т та віддачі То тепла.

Холодильний коефіцієнт не характеризує к.к.д. холодильної машини к.к.д. характеризує долю тепла, яка може бути перетворена в роботу.

В даному випадку робота не перетворюється в тепло, а служить тільки середовищем, яка забезпечує перенос даної кількості тепла з низькою концентрацією до вищої.

Тому Q_o переважно більше L, а ε – більше одиниці.

ε – холодильний коефіцієнт реального циклу

ε_к – холодильний коефіцієнт циклу Карно

Ідея використання зворотного термодинамічного циклу, при якому робота перетворюється в теплоту, з метою використання теплоти тіла з нижчою температурою для нагрівання тіла з більш вищою температурою належить В. Томсону (лорд Кельвін).

В 1852 р. він запропонував застосувати зворотній цикл для опалення приміщень шляхом утилізації теплоти навколишнього повітря.

Цей же проблемі велику увагу приділяв Міхельсон, який в 1920 р. розробив технічний проект “динамічного опалення”.

Знову ж таки згідно 2-го закону термодинаміки всяка теплова машина перетворюючи роботу в теплоту затрачуючи на це енергію (механічну, теплову, електричну) в кількості W.

Значить тепловий насос або термотрансформатор ідентичний звичайній холодильній машині.

Різниця в тому, що їх цикли дещо зсунуті вверх по шкалі температур.

Якщо температура системи яка віддає тепло (холодне джерело) Т₂ нижче температури навколишнього середовища Т_с, а температура гарячого джерела (система, яка приймає тепло) Т₁>Т_с, то такий цикл називається холодильним.

Т₂<T_c; T₁>T_c

Якщо ж Т₂<T_c; T₁>T_c то такий процес трансформації називають теплонасосним.

Кількість трансформованої теплоти в холодильній машині оцінюється ε, який можна сформулювати по іншому:

це відношення теплоти Q₂, яка забралась від холодного джерела, до затрат зовнішньої енергії W

(1)

де Q₁=Q₂+W – теплота, яка передається гарячому джерелу.

Якість теплонасосного зворотного циклу оцінюється коефіцієнтом перетворення γ: відношення теплоти Q₁, яка передається гарячому джерелу до підведеної енергії ззовні W

γ=Q₁/W=Q₁/Q₁-Q₂

З врахуванням (1)

Термічний коефіцієнт корисної дії (3)

Значить 0<ε 1; γ>1

На виробництво енергії W затрачується якась початкова енергія (енергія палива). Q₁ з коефіцієнтом перетворення теплоти в роботу η <1. Значить, відношення корисної роботи, яка віддається гарячому джерелу в теплонасосній установці або теплоти яка забирається від холодоагенту, до теплоти згорання палива Q‘₁ називають коефіцієнтом перетворення первинної енергії – ψ

для теплонасосного циклу (4)

для холодильного циклу (5)

Якщо ж теплові насоси використовуються для теплофікації, то Q₁– це теплота яка віддається для обігрівання приміщення. ψ_н – можна використовувати для порівняння рентабельності теплонасосного опалення зі звичайним котельним або електрообігрівом.

При використанні для приводу теплового насосу електродвигуна можна вважати ψ_н=γ, а так як γ>1, тоді теплонасосне опалення вигідніше прямого електрообігріву.

При порівнянні теплонасосного опалення зі звичайним, для якого ψ_к-п (котельно-пічне обігрівання)<1 (в цьому випадку із-за втрат теплоти Q₁ < Q₁‘) умовою рентабельності буде співвідношення ψ_н>ψ_к-п, або в границях (ψ_к-п≈1), ψ_н>1.

Звідси висновок – теплонасосне опалення вигідніше прямого спалювання палива тільки при γ η>1. В реальних умовах ψ_к-п=0,7...0,8 і к.к.д. теплового двигуна для приводу теплового насосу η≈0,3...0,4. Тоді γ >0,7...0,8.

Значить для рентабельності теплонасосного опалення достатньо забезпечити γ >1,8...2,7 неважко

З рівняння (4) слідує, що Q₁ = ψ_н η Q₁‘. Це означає, що використання теплового насосу дасть ≈ на (γ η – 1) % більше теплоти, ніж просте спалювання палива. Звідси висновок.

Застосування теплового насосу який працює на теплоті при її утилізації з промислових підприємств або навіть теплоті навколишнього середовища – є економічно вигідно.

Теплонасосні і холодильні цикли, які створюють перенос теплоти від джерела нижчого потенціалу (наприклад навколишнього середовища) до джерела з більш високим потенціалом (споживачу) за рахунок споживання первинної енергії, є зворотнім по відношенню до циклу теплового двигуна, причому для підвищення температурного потенціалу робочого тіла можна застосовувати енергі. любого виду: механічну, теплові і др.

Механічна енергія використовується в циклах з механічною компресією (механічні термокомпресори), а енергія потоку рухомої рідини – в пароструминних термокомпресорах.

Якщо є зовнішня енергія застосовується в тепловій формі, тоді раціональні є – абсорбційні або термохімічні трансформатори.

На практиці ж застосовують комбіновані схеми, які дозволяють одержати max економічний ефект.

Термодинамічна ефективність реального теплонасосного (і холодильного) циклу, подібно до прямого циклу теплового двигуна, проходить шляхом порівняння його зі зворотнім циклом Карно.

Схема і цикл ідеальної зворотної машини Карно на рис. 1. а і б.

Машина Карно Ідеальний цикл Карно

1 – Т/О джерела тепла Т₁ і Т₂ – температури підводу

2 – агрегат для розширення і відводу теплоти Q₁ і Q₂ відповідно

3 – Т/О споживача

4 – компресор

5 – приводний двигун

Зі схеми видно, що теплота Q₂ ізотермічно при Т2 підводиться до робочого тіла від холодного джерела, теплота Q₁ при Т₁ ізотермічно відводиться.

Стиснення робочого тіла в компресорі і його розширення в агрегаті – 2 (наприклад в турбіні) відбувається адіабатично, при ентропії S=const.

Тоді на основі законів термодинаміки коефіцієнт перетворення для теплонасосного циклу:

(7)

Для зворотного циклу Карно холодильний коефіцієнт визначають з виразу (8)

Тобто знову ж маємо γ_к=ε_к+1 (9)

Відповідно коефіцієнти перетворення енрегії первинної

для теплонасосного циклу ψ_н^к =γ^к η (10)

холодильного циклу ψ_х^к =ε^к η (11)

Термодинамічні характеристики близькі до характеристик циклу Карно, має парокомпресійний, або зворотній цикл Ренкіна в якому при умовах, які наближені до ізотермічних відбувається підвід і відвід теплоти в процесах випаровування і конденсації. Цикл такої машини в Т-S діаграмі зображений на рис. 2.

1 – Т/О джерела теплоти;

2 – дросель

3 – Т/О споживача

4 – компресор

5 – привідний двигун

6 – погранична крива

Т₁ – температура відводу тепла Q₁

Т₂ – температура підводу тепла Q₂

Ідеальний цикл парокомпресійної машини зображають на діаграмі ентальпії від ентропії n=f(s).

1 – стан сухої перегрітої пари на виході з компресора

2 – стан насиченої пари на лінії конденсації

3 – стан рідини на вході в дросель

4 – стан вологої пари на вході в Т/О джерело тепла

5 – стан насиченої пари на вході в компресор

6 – погранична крива

7 – ізобари

8 – ізотерми

Згідно діаграми 1-2-3 – це процес ізобарно-ізотермічної конденсації парів в теплообміннику споживачі (відвід теплоти Q₁)

3 – 4 – процес дроселювання при h=const (ентальпія)

4 – 5 – ізотермічно-ізобарне випаровування в Т/О (джерелі тепла) за рахунок підводу теплоти Q₂

5 – 1 - адіабатичне стиснення в компресорі (механічне перегрівання пари).

Таким чином, зовнішня робота W=h₁ - h₅

відведена теплота Q₁ =h₁ - h₃

підведена теплота Q₂ =h₅ - h₄ причому h₃ = h₄

Тоді коефіцієнт перетворення для теплонасосної установки визначається

φ =(h₁ - h₃)/(h₁ - h₅) знаючи що

а коефіцієнт ε для холодильної машини:

ε=(h₅ - h₃)/(h₁ - h₅) так як

З аналізу h-s діаграми слідує, що в компресор поступає суха насичена пара, яка в процесі ізоентропійного стиснення перегрівається.

Поступавши в теплообмінник споживача вона віддає теплоту і при тиску Р₁ охолоджується ізобарично до температури конденсації.

- потім конденсується при постійній температурі.

Розширення робочого тіла (пари) в детальному клапані при пониженні тиску від Р₁ до Р₂ супроводжується:

а) пониженням температури

б) частковим випаровуванням пари, при цьому утворюється (рідина + пара)

яка поступивши в випарник забирає теплоту від джерела з нижчим потенціалом.

Для зменшення долі пари на виході з дроселя встановлюють проміжний теплообмінник – регенератор, в якому рідина на вході в дросель дещо переохолоджується за рахунок пари з випарника нижчої температури. Тоді пара перед компресором відповідно перегрівається, що полегшує роботу компресора і застерігає попаданню рідини в нього.

Такий реальний цикл парокомпресійної машини з переохолодженням.

1 - дросель; 2 – Т/О споживача 3 – компресор; 4 – теплообмінник – регенератор; 5 – Т/О джерела теплоти; 6 – двигун

ΔТ_о і ΔТ_п – переохолодження рідини і перегрів в проміжному теплообміннику

Q₁ і Q₂ – теплота, яка підводиться і відводиться

Р₁ – ізобара конденсації та охолодження

Р₂ - ізобара випаровування і перегріву

В такій схемі: крім покращення умов роботи дроселя та компресора, досягається і деяке зменшення споживання зовнішньої енергії W, так як:

- зменшується робота стиску компресора;

- а умови підводу теплоти при температурі Т₂ стають більш близькими до ізотермічних

Все це дозволяє підвищити коефіцієнт перетворення φ^к. Але в зв‘язку з тим, що процес проходить в реальних умовах (втрати теплоти, гідравлічний опір) тоді дійсний φ^д значно менше теоретично можливого φ^к.

Як показують розрахунки найбільш сильно впливають на φ^д перепади температур в теплообмінниках споживачах ΔТ_с і джерела ΔТ_дж

ΔТ_сп = Т₁ - Т₁‘

ΔТ_дж = Т₂‘ - Т₂

Т₁ і Т₂ – відповідно вища і нижча температура робочого тіла в циклі (пари)

Т₁‘ і Т₂‘ - відповідно температури робочого тіла в споживачі та джерелі теплоти.

Наявність таких температурних перепадів пояснюється умовами передачі теплоти Q₁ і Q₂ в відповідних Т/О, але збільшення різниці Т₁ - Т₂ приводить до зменшення φ^к , причому це залежить від універсальності теплообмінника.

Подальше зменшення φ проходить за рахунок термодинамічних і механічних втрат в циклі.

При цьому заміна φ на Δφ із-за температурних напорів визначається

Δφ = (Θ₁ ΔТ_дж + ΔТ_сп)

де Θ₁ = Т₁‘/Т₁

Таким чином температурний перепад на стороні джерела ΔТ_дж в Θ₁ разів сильніше впливає на зміну коефіцієнта перетворення φ, ніж напрі в області високих температур ΔТ_сп

З приведеної формули слідує висновок проте що:

для підвищення коефіцієнту перетворення необхідно забезпечити мінімальний температурний напір по лінії підводу теплоти Q₂

вплив напорів ΔТ_дж і ΔТ_сп тим сильніше чим менша відстань між ізотермами Т₁‘ і Т₂‘ і чим нижча температура Т₂‘

Для практичної реалізації парокомпресійного циклу важливо правильний вибір робочого тіла, в якому фазові перетворення (процес пароутворення) проходили б при низьких температурах і невеликому вакуумі, тобто при дуже низьких тисках.

В проекті Міхельсона в якості такого тіла пропонувалось використовувати рідкий аміак NH₃, який при Р₂=0,04 МПа має температуру кипіння t₂= -50^оС, при і Р₁ =0,1 МПа t = -33^оС.

А критична температура + 106^оС

Але пари аміаку дуже токсичні, викликають корозію міді.

Найбільше підходять для цього фреони – це низько киплячі рідини які складаються з вуглеводневих або вуглецевих сполук, в яких атоми водню частково заміщені фтором і хлором, наприклад фреон (хладон) – 13.

Для фреону – 13 температура кипіння при нормальному тиску (0,101 МПа) складає – мінус 81,5^оС, але його критична температура рівна 29^оС.

Значить хоча і фреон – 13 може сприймати теплоту при достатньо низьких температурах, але передача цієї теплоти при конденсації проходить при невисоких температурах споживача.

Більше підходящим є хладон – 12: критична температура –112,04^оС, нормальна температура кипіння = -29,8^оС.

Порівняно з парокомпресійним циклом значними різновидностями відрізняються зворотні цикли, в яких перенос теплоти від холодного джерела до більш гарячого споживача відбувається за рахунок введення в цикл деякої кількості теплоти високого потенціалу.

Затрати теплоти високого потенціалу, так як і затрати механічної енергії в парокомпресійному циклі, необхідні для здійснення зворотного кругового процесу в абсорбційній тепло насосній установці, дія якої аналогічна абсорбційній холодильній машині.

Схема абсорбційної теплонасосної установки

1 – генератор, 2 – конденсатор, 3 – дросельний вентиль, 4 – випарник, 5 – абсорбер, 6 – дросель, 7 – насос

Принцип роботи

Абсорбційний тепловий насос, як і парокомпресійний має випарник 4 і конденсатор.

В випарнику до робочого тіла при температурі Т₂ підводяться теплота Q₂, яка викликає кипіння робочого агенту при низькому тиску Р₂

Теплота споживачу віддається в конденсаторі при Т₁ і високому тиску Р₁, а робочий агент (тіло) переходить в рідкий стан.

В схемі є і додатковий контур, по якому протікає рідкий абсорбент або розчинник. Пари робочого агенту вийшовши з випарника 4, поглинаються рідиною в абсорбері – 5, створюючи умови для кипіння робочого агенту в випарнику.

Процес поглинання парів робочого тіла абсорбентом супроводжується виділенням теплоти Q_А, яка при температурі Т_а повинна відводитись від абсорбера (споживачу).

Одержаний в абсорбері розчин перекачується насосом в генератор, де при високому тиску Р₁ і Т_г проходить виділення з розчину парів за рахунок підведення деякої кількості теплоти Q_г відносно високого потенціалу.

Пари які при цьому виділяються потім потрапляють в конденсатор 2.

Оскільки суміш абсорбент + робоче тіло – це рідина, тобто практично речовина яка не стискається, так як затрати потужності на привід насосу 7 дуже малі, то джерелом первинної енергії тут в схемі є теплота Q_г, з абсорбера при Т_г – максимальній температурі циклу.

Робоче тіло в рідкому стані поступає з конденсатора через дросель 3 в випарник 4, а випарний розчин – з генератора в абсорбер через дросель 6, де тиск розчину понижується від Р₁ до Р₂ з відповідним пониженням температури.

Особливість. Якщо при кипінні “чистих” рідин тиск строго відповідає температурі, то в бінарних системах температура кипіння при даному тиску залежить від концентрації розчину. Тому в абсорбері можна поглинати холодні пари, які йдуть з випарника, “обідненим”, але більш теплим розчином, який поступає в абсорбер з генератора.

Таким чином можна записати тепловий баланс абсорбційної тепло насосної установки:

Q₁ + Q_a = Q₂+ Q_г

Коефіцієнт перетворення

Значить j такого циклу завжди > 1.

Як і в попередніх випадках цей цикл порівнюють з ідеальним циклом Карно.

Оскільки абсорбційний тепловий насос – це теплова машина з’єднана з тепловим насосом, то коефіцієнт перетворення:

Для проведення абсорбційного тепло насосного циклу використовують пару або газ, які характеризуються високою температурою.

Але даний цикл не буде працездатний:

При зближенні концентрацій розчинів і парів в генераторі і абсорбері, коли j наближується до 1.

В реальних циклах систему робоче тіло + розчинник підбирають з врахуванням сильної хімічної спорідненості речовин для одержання знаних змін концентрацій в розчинах;

Високої летючості (випаровуваності) компонентів для підвищення ККД генератора, хімічної стабільності і помірних робочих тисків парів.

Найбільше розповсюдження одержали системи: NH₃ + H₂O (точніше NH₃ + водоаміачний розчин); H₂O + LiBr

Недоліки:

1) токсичність NH₃ і надто високі робочі тиски (при температурі 50^оС пари NH₃ мають Р=2 МПа)

2) необхідність проведення циклу при тиску меншому атмосферного (тому що низькі тиски парів води)

3) неможливість використання джерел теплоти з температурою менше 0^оС – точки замерзання води.

З врахуванням цих вимог реальна схема абсорбційного теплового насосу значно складніша. Принцип роботи даної установки такий же, як і абсорбційної тепло насосної установки, хоча введені додаткові елементи.

Реальна схема абсорбційної теплової насосної водоаміачної установки

1 – дросель; 2 – т/о джерела тепла (випарник); 3 – проміжний т/о; 4 – дросель; 5 – абсорбер; 6 – насос; 7 – рідинний теплообмінник; 8 – т/о споживач (конденсатор) тепла; 9 – ректифікатор; 10 – генератор пари

Q_г і Q_а - теплота випаровування і абсорбції

Q₁ і Q₂ – відведення та підведення теплоти

Проміжний т\о – 3 відіграє таку ж роль як і в парокомпресійному циклі, тобто допомагає приблизити умови випаровування до ізотермічних.

Ректифікатор 9 необхідний для більш повного відділення води від аміаку.

Рідинний т/о 7 сприяє зменшенню переходу теплоти від генератора на більш низький рівень, що приводить до підвищення коефіцієнту перетворення енергії системи y.

В цілому генератор виконують так, щоб розчин ефективно випарювався і охолоджувався, а пара, яка виходить з генератора була відокремлена від розчинника (в випадку водоаміачної установки – обезводнення) так, як при наявності розчинника в парах робочого тіла випарник 2 буде працювати нестійко.

Повторення принципу роботи реальної абсорбційної тепло насосної водоаміачної установки.

До випарника підводиться тепло Q₂ в якому проходить випаровування робочого тіла пройшовши через т/о 3 випаровування проходить ізотермічно.

Далі пари робочого тіла поступають в абсорбер 5 в якому проходить віддача теплоти Q_а за рахунок контакту зрідженого робочого тіла з пароподібним.

При цьому гарячий водоаміачний насичений розчин тепловим насосом подається в ректифікатор 9 де проходить відділення води від пароподібного NH₃ проходячи через т/о 7 підтримуються тепловміст розчину і знову повертається в ректифікатор для більш повного відділення води і пари NH₃

В нижній частині через генератор пари 10 водяний розчин через т/о 7 поступає через дросель 4 в абсорбер.

В той же час ректифікований NH₃ поступає в теплообмінник споживач теплоти (конденсатор) 8 віддаючи тепло конденсується.

Для повнішої конденсації (тобто повного перетворення пароподібного NH₃ в рідину (водо-аміачний розчин) подають в т/о 3 і для зрівноваження подачі в випарник 2, для того, щоб він працював в стійкому режимі.

Однією з різновидностей даної абсорбційної установки є паро рідинна ежекторна установка.

Схема паро-рідинної ежекторної теплонасосної установки

1 – тепловий насос; 2 – котел-випарник; 3 – ежектор; 4 – конденсатор; 5 – дросель; 6 – випарник

В випарнику 6 за рахунок теплоти зовнішніх джерел (наприклад вторинні енергоресурси) Q₂ проходить кипіння рідкого робочого тіла під вакуумом. Стиснення одержаних холодних парів при високому вакуумі проводиться в ежекторі 3.

Він складається з сопла, камери змішування і дифузору. В камеру-змішувач через дифузор з котла випарника 2 поступає робоча пара високого тиску, одержана за рахунок підведення до котла 2 теплоти Q_г високого потенціалу.

Робоча пара, яка поступила в ежектор, через сопло розширюється (її тиск зменшується від Р₁ в котлі до Р₂ в випарнику) за рахунок чого швидкість пари різко збільшується.

Завдяки цьому робоча пара захоплює з собою холодні пари робочого тіла з випарника 6 (це ефект засмоктування) і тим самим забезпечується необхідне розрідження, одночасно змішуючись з холодними парами в камері змішування.

В частині розширення дифузора пара втрачає свою швидкість, внаслідок чого тиск зростає від тиску в випарнику Р₂ до тиску Р_к при температурі Т_к в конденсаторі (теплообмінник споживач 4).

Таким чином, кінетична енергія руху пари перетворюється в потенціальну енергію тиску (ежектор в даному випадку працює як компресор, стискаючи пари).

В конденсаторі 4 при відведенні споживачу теплоти Q_г пара зріджується під тиском Р конденсатора.

Одержана при цьому рідина під тиском Р₁ подається насосом в котел випарник 2, а частина конденсату через дросель 5, який понижує тиск рідини від Р_к до Р₂, проходить в випарник 6, де випаровується при пониженому тискові і відповідно низькій температурі.

Переваги даних установок (ежекторна, реальна абсорбційна водоаміачна):

В якості джерела теплоти низького потенціалу можна використовувати теплоту навколишнього середовища

Ця схема може бути застосована не тільки в якості трансформатора теплоти, але і як холодильні машини.

Оскільки для ежекторної установки робота насосу дуже мала в порівнянні з теплотою в котлі – випарнику Q_г, тепловий баланс буде:

Q₁ = Q₂ + Q_г

Тоді коефіцієнт перетворення енергії j

тобто завжди j>1

Особливість даної схеми в тому, що теплота котла – випарника Q_г, яка підводиться до установки перетворюється в механічну енергію.

Саме в цьому перетворенні теплоти в механічну енергію і є корінна відмінність паро рідинної ежекторної установки від раніше розглянутих.

При розрахунку дійсного циклу необхідно врахувати:

1) різницю дійсних і теоретичних (ідеальних) процесів

2) вплив ККД ежектора на роботу установки (ККД ефект дуже низький)

3) в теплообмінниках перепади температур DТ

4) із-за низького тиску в випарнику можливе підсмоктування повітря з навколишнього середовища.

В якості робочого тіла в залежності від рівня використання теплоти (тобто від необхідного перепаду температур між джерелом та споживачем) можуть бути: NH₃, фріони, а також може бути і вода.

Теоретичний аналіз термодинамічного циклу ежекторної установки найбільш простіше можна зобразити на Т-S, h-s діаграмах.

Робоча пара з тиском Р₁, поступає з котла – випарника в ежектор (стан 1) адіабатично розширюється в соплі ежектора до тиску Р₂ (тиск в випарнику – т. 2).

Якщо на стиснення 1 кг холодної пари витрачається а кг робочої пари, то енергія розширення в соплі буде а(h1-h2)

В камері змішування ежектора робоча пара (т. 2) змішується з холодною (т. 3) утворюючи пару, яка відповідає стану т. 4. Цей стан характеризується коефіцієнтом ежекції , який показує масу холодних парів в паро струминному апараті може стиснути 1 кг робочої пари.

G_х і G_г – витрата холодної і гарячої пари.

В дифузорі проходить процес адіабатичного стиснення (лінія 3-6) утвореної суміші від тиску в випарнику Р₂ до тиску в конденсаторі Р_к за рахунок перетворення кінетичної (механічної) енергії струмини в енергію тиску.

Оскільки згідно закону збереження енергії процес стиснення суміші ідентичний процесам окремого стиснення від Р₂ до Р_к холодного пару (лінія 3-6) і робочого (лінія 2-7) парів з послідуючим змішуванням одержуємо

(h₆-h₃) + a(h₇-h₂) = (1+a) (h₅-h₄)

В конденсаторі вся пара при Р_к за рахунок відводу теплоти Q₁ переходить в рідкий стан (8 точка) значить

Q₁= (h₆-h₈) + a(h₇-h₈) = (1+a) (h₅-h₈)

Далі, частина маси – а – конденсату стискається насосом (8-8’) і подається в котел – випарник за рахунок підвищення теплоти Q_г випаровується (процес 8’-10-1) тобто

Q₁ = a(h₁-h_8’)

Але оскільки можна прийняти (h_8’ »h₈), так як при стиснені рідини в насосі її ентальпія не змінюється, тоді

Q_г = a(h₁-h₈)

Решта конденсату через дросель (процес 8-9) під тиском Р₂ поступає в випарник і одержуючи теплоту Q₂ перетворюється в холодну пару, тобто випаровується при Р=const

Q₂ = h₃ - h₉

А так як при дроселюванні h=const, то h₉=h₈ тоді

Q₂ = h₃ - h₈

Кінцево визначимо що в циклі:

Затрачено a(h₁-h₂) теплової енергії

Причому для стиснення суміші холодного і робочого парів витрачено:

(1+a) (h₅-h₄) теплоти

Тоді тепловий баланс Q₁ =Q₂ + Q_г запишемо

(1+a) (h₅-h₈) = (h₃-h₈) + a(h₁-h₈)

і кінцево

(h₆-h₃) = a (h₁-h₇)

Дата добавления: 2015-07-14